Análisis exergético de sistemas de aire comprimido

Vista previa del material en texto

ANALISIS EXERGETICO DE SISTEMAS 
INDUSTRIALES DE AIRE COMPRIMIDO 
Alderetes Carlos O.*1 
1 Planta Piloto de Ingeniería Química – Universidad Tecnológica Nacional (UTN) 
Facultad Regional Resistencia 
French 414 – (H3500CHJ)- Resistencia, Chaco 
 correo-e: calderetes@gmail.com 
 
RESUMEN 
El aire comprimido se usa en diversas aplicaciones comerciales, medicinales e industriales y está 
considerado como el cuarto servicio auxiliar (facilities) en importancia junto a la energía, agua y 
vapor. Este servicio, independiente de sus funciones operativas, representa un consumidor de 
energía de relevancia, ya que se estima consume en promedio entre el 10-15% de la energía de 
una planta industrial, llegando en algunos casos hasta el 20% 
En el presente trabajo y tomando como referencia al Segundo Principio de la Termodinámica y 
siguiendo los lineamientos del estándar ASME EA4-2010: Energy Assessment for Compressed Air 
Systems, se analiza exergéticamente un sistema industrial de aire comprimido perteneciente a una 
planta fabricante de bebidas carbonatadas. El análisis exergético permitirá llevar a cabo procesos 
de benchmarking con plantas similares y evaluar su optimización energética 
En la primera parte del trabajo se analizan las principales operaciones y equipos involucrados, se 
plantean las ecuaciones principales y se determinan las principales perdidas de exergía en la 
instalación. En la segunda parte, y tomando como base el diagnóstico inicial, se plantean las 
reformas y/o cambios que deben implementarse en las instalaciones y operaciones a los efectos 
de minimizar las pérdidas de exergía y el consumo de energía de la planta. Posteriormente, se 
presentan los ahorros de energía y el aumento global de eficiencia energética y exergética del 
sistema. Finalmente, el trabajo muestra la importancia de implementar estas herramientas de 
análisis conjuntas para abordar la optimización exergética del proceso 
 
Palabras Claves: aire comprimido, exergía, optimización, costos. 
 
 
 
1. INTRODUCCIÓN 
 
El uso racional de los combustibles y de la energía constituye una preocupación esencial de todos 
los países tanto desarrollados como en vías de desarrollo. El escenario nacional muestra un 
pronóstico de demanda creciente tanto de energía y combustibles como de precios también. Esta 
preocupación por la racionalización energética y los problemas ambientales asociados, llevó a que 
en el año 2009 la Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos (ASME) publicara cuatro nuevos 
estándares: Energy Assessment for Industrial Systems destinados a los facilities industriales y 
luego la Organización Internacional de Estandarización (ISO) publicara en el 2011 una nueva 
Norma ISO 50001:2011 – Energy Management Systems al respecto 1,2 
 
 
Es en este contexto, donde los sistemas industriales de aire comprimido adquieren particular 
importancia ya que este servicio demanda entre el 10-15% en promedio de la energía total 
consumida por la planta 3. Una de las industrias que presenta un gran potencial de ahorro 
energético en sus servicios es la fabricación de bebidas carbonatadas. La elaboración de estos 
productos demanda energía eléctrica y térmica para sus operaciones. La figura Nº 1 muestra una 
típica distribución del consumo de energía eléctrica en las mismas y en la que puede observarse 
que el sistema de aire comprimido demanda el 17% de la energía total de la planta 4 
Las embotelladoras de bebidas carbonatadas son grandes consumidoras de aire comprimido ya 
que más del 75% del volumen producido en el país se envasa en botellas de PET 5 
 
 
 
Figura Nº1 – composición consumo energía 
 
 
Con el propósito de optimizar energéticamente el sistema de aire comprimido de la planta 
embotelladora, se consideraron las recomendaciones y metodología establecida en el estándar 
ASME EA4-2010: Energy Assessment for Compressed Air Systems. Este estándar identifica tres 
subsistemas funcionales (generación, distribución y consumo) o niveles de jerarquía a través de los 
cuales se irán efectuando las mediciones y relevamiento de datos. 
 
1.1 ANÁLISIS DEL CASO 
 
Para este análisis se tomaron los datos de una planta embotelladora de mediana capacidad, en 
donde las características operativas e instalaciones de aire comprimido se muestran en la figura 
Nº2 y en la tabla Nº1 
 
 
 
 
 
 
 
Figura Nº2 – Esquema del sistema de aire comprimido 
 
El aire comprimido en la planta se usa principalmente para: 
 
 Presoplado y soplado de las botellas de PET (tereftalato de polietileno) 
 Transporte, acomodamiento y llenado de botellas 
 Mandos neumáticos 
 Instrumentación 
 Usos generales en planta 
 
Una característica interesante de este sistema es la necesidad de contar con aire comprimido a 
dos niveles de presión y caudales. Estas demandas son: 
 
 Etapa de baja presión (0.8 MPa) para el presoplado de las preformas de PET mediante 
compresores a tornillo (FAD = 1x16 Nm3/min x 110 Kw + FAD = 1x10 Nm3/min x 75 Kw) 
 Etapa de alta presión (4 MPa) para el moldeo del material PET mediante compresores a 
pistón de tres (3) etapas (FAD = 1x25 Nm3/min x250 Kw + FAD = 1x17 Nm3/min x200 Kw) 
 
Esta condición debe ser satisfecha con dos equipos de compresión tecnológicamente diferentes 
que a su vez tienen eficiencias termodinámicas distintas. El reto es buscar la mejor combinación 
que otorgue confiabilidad operativa al menor costo energético. Estas operaciones en plantas de 
gran capacidad y modernas son realizadas en equipamiento de soplado que permiten usar 
solamente compresores de alta presión con recupero de aire en baja presión 
 
 
 
 
Tabla Nº1 – Datos principales de las instalaciones 
 
Datos de producción Datos de las instalaciones 
Volumen producción 240.000.000 lit. / año Capacidad de soplado 8000 botellas /h 
Días de operación 330 días / año FAD en alta presión* 42 Nm3 / min 
Tiempo efectivo operación 22 horas / día Tanque de alta presión 10.000 litros 
Consumo energía 0.38 MJ / lt.bebida FAD en baja presión* 26 Nm3/ min 
Líneas de producción PET 4 Tanque de baja presión 5000 litros 
 *FAD: free air delivery 
 
1.2 BALANCE DE MASAS Y ENERGÍA 
 
En la figura Nº 3 se esquematiza el sistema de aire comprimido a través del cual se plantearán los 
balances de masas, energía y exergía 
 
El balance de masas está dado por: Gau = Ge – (Gac + Gc +ƩGp) (1) 
 
El balance de energía es: Ee + Eaf + Es = Eu + Ep + Qc + Qaf + Qs (2) 
 
Eficiencia global del sistema (%):  = Eu / (Ee +Eaf + Es)] 100 (3) 
 
Donde: 
 
 Ge, Gac, Gc, Gau y Gp representan respectivamente los flujos másicos de aire aspirado, 
aire comprimido, condensado, aire utilizado y aire de fugas en [kg/sec] 
 Eu, Ee, Eaf, Es, y Ep representan respectivamente, la energía útil en el sistema, la energía 
suministrada al compresor, aftercooler, al secador frigorífico y pérdidas varias de energía 
en [kwh] y Qc, Qaf,v Qs indican el calor eliminado en el proceso de compresión, 
postenfriamiento y secado del aire en [kwh] 
 
Figura Nº3 – Balance de masas y energía 
 
 
 
En el sistema de aire comprimido, el término Ep incluye pérdidas varias tales como, las pérdidas 
por caídas de presión en la distribución, en los elementos de filtración y regulación, las pérdidas 
por fugas y por presión en exceso. Se obtienen por medición directa y estimaciones en base a 
datos de los fabricantes de equipos [6], [7], [8] 
 
1.3 BALANCE DE EXERGÍA 
 
Para estebalance es preciso definir las condiciones de referencia del medio ambiente y se fijaron 
las siguientes: presión atmosférica Po = 0.1 MPa y temperatura ambiente To = 298 ºK (25ºC). El 
balance exergía consiste en determinar las pérdidas en los siguientes procesos: 
 Compresión del aire (estado de carga y vacío según el duty cycle de cada equipo) 
 Cambios en las condiciones de aspiración y/o descarga 
 Post enfriador y secado del aire 
 Procesos transitorios de carga y descarga de los tanques amortiguadores de la demanda 
 Fugas de aire por falta de estanqueidad 
 Caídas de presión en la distribución del aire 
 Caídas de presión en los elementos de tratamiento y regulación del aire 
Despreciando los cambios de exergía cinética y potencial, la exergía específica del aire comprimido 
para un sistema cerrado está dada por la ecuación siguiente [9-13] 
 
a = (u – uo) + P (v – vo) – To (s – so) (4) 
a = R.To.ln + R.T. + R.To (5) 
donde: u, v, s: representan la energía interna, volumen y entropía específica del aire en [kJ/kg] en 
las condiciones de proceso y a las del medio ambiente de referencia. Las variables P y T 
representan la presión y temperatura absoluta del aire en las condiciones de proceso y de 
referencia en [MPa] y [ºK] respectivamente y R la constante del aire en [kJ /kgºK] 
Analizando la ecuación (5) y calculando los coeficientes de sensibilidad de la exergía específica 
respecto a la presión y temperatura del aire comprimido y respecto de la temperatura ambiente, 
esto es: 
∆p = , ∆t = , ∆to = (6) 
 
 
 
Haciendo un análisis de sensibilidad vemos que, dando un aumento del 1% para cada variable 
manteniendo constante las demás, la exergía aumenta en mayor proporción en el siguiente orden y 
cuando: 
 sube la presión del aire 
 aumenta la temperatura ambiente 
 baja la temperatura del aire 
Por lo contrario, la exergía específica disminuye cuando: 
 baja la presión del aire 
 baja la temperatura ambiente 
 aumenta la temperatura del aire 
 
Despreciando los cambios de exergía cinética y potencial, la exergía específica del aire comprimido 
para un sistema abierto está dada por: 
b = h – ho – To (s – so) = cp (t – to) – To (cp.ln - R.ln (7) 
Donde: b, h y s: representan la exergía, entalpía y entropía específica del aire en [kJ/kg], en las 
condiciones de proceso (P y T) y a las del medio ambiente de referencia (Po, To) 
El balance de exergía para un sistema abierto se puede escribir como 
 
ƩGi.bi = ƩGs.bs+ ƩEp (8) 
 
 
ƩEp = ƩGi.bi - ƩGs.bs = ToƩ∆Sirr (9) 
 
Donde: Gi, Gs, bi, bs representan los flujos másicos y exergías específicas de las corrientes que 
ingresan y egresan del sistema en [kg/sec] y [kJ/kg] respectivamente. El término ƩEp representa la 
exergía perdida en el sistema y el factor ∆Sirr representa el aumento de entropía del sistema 
analizado [kJ/sec.ºK]. A partir de las ecuaciones generales veremos las pérdidas de exergía en 
cada componente del sistema en función del potencial que cada uno representa. 
 
 
1.4 BALANCE EXERGETICO DEL SISTEMA 
 
 El balance de exergía del compresor y after cooler está dado por: 
 
compresor: Gi.bi + Nc = Gs.bs + Ep (10) 
Nc = (h1 – h2) / ηad.ηmec.ηv (11) 
 
 
rend.exergético: c = [Gi (bs- bi) / Nc] 100 (12) 
 
aftercooler: Naf + Gs.be = Gs.bs + Ep (13) 
 
 
 
 
Figura Nº 4 – Esquema del compresor y aftercooler 
 
 
 La exergía perdida en el secador de aire está dada por 
 
Secador frigorífico: Gs.be + Ns = Gs.bf + Ep (14) 
Rendimiento secador frigorífico: s = [Gs (bs- bi) / Ns] 100 (15) 
 
Figura Nº 5 – Esquema del secador frigorífico 
. 
La exergía perdida en los tanques de amortiguación y ecualización de la demanda de aire 
constituyen sistemas abiertos en estado transitorio y se aplican tanto en los procesos de carga 
como descarga de los mismos. La pérdida está dada por el proceso de mezcla entre la corriente 
que ingresa y la masa acumulada en el tanque. Depende de la acumulación en el tanque, de la 
diferencia de presión entre las corrientes y de la frecuencia del proceso de llenado y vaciado 
El balance de exergía en los tanques de aire comprimido viene dado por 
 
 
Acumulación: Ga = Gi - Gs (16) 
 
Ep = (Gi – Gs)( bs – bi) (17) 
 
Las pérdidas de exergía por pérdidas de carga en las cañerías de transporte y distribución y en los 
elementos de tratamiento del aire y su regulación (ciclones, filtros, reguladores, etc.) se pueden 
considerar como sistemas adiabáticos. Esta pérdida se calcula como: 
Ep = - To.R ln (18) 
Las pérdidas de exergía por fugas se calculan teóricamente como la descarga a través de un 
orificio en la que el aire comprimido se expande hasta equilibrarse con la atmósfera. En la práctica 
puede valorizarse como igual al flujo de exergía que se fuga al exterior en el punto donde tiene 
lugar, esto es: 
 Ep = Gax.bx (19) 
A partir de las ecuaciones planteadas y de los relevamientos de planta se ha calculado las 
pérdidas de exergía en el sistema cuyos resultados se resumen en la tabla Nº2 y la figura Nº6 
 
 
Balance exergético Línea 0.8 MPa Línea 4 MPa 
Exergía ingresada 155 kw 439 kw 
Exergía recuperada sistema AC 89 kw 259 kw 
Exergía útil en el soplado 174 kw 
Exergía perdida sistema AC 66 kw 180 kw 
Exergía perdida en el soplado 174 kw 
Rendimiento exergético proceso 29.30% 
Índice pérdida del proceso 70.70% 
Rend. exergético compresor 62.70% 64% 
Rend. exergético aftercooler 96.72% 93% 
Rend. exergético secador 96.70% 97.65% 
 
Tabla Nº2 – Balance exergético sistema aire comprimido 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura º6 – composición de pérdidas exergéticas – línea de 0.8 MPa 
 
 
Como se observa en el gráfico, la mayor pérdida exergética está centrada en los equipos de 
compresión principalmente, en donde se focalizarán las acciones de mejora 
El Ciclo de Vida de los Costos (LCC) de los sistemas de aire comprimido, muestra que el consumo 
de energía eléctrica representa alrededor del 75% de los costos totales, razón por la que es 
imperativo reducir las pérdidasde exergía en el proceso 15 
 
1.5 OPTIMIZACIÓN EXERGÉTICA 
 
Los compresores a tornillo trabajan con un ciclo de 80% del tiempo en marcha y de 20% en vacío, 
mientras que los compresores a pistón lo hacen a razón de 70 a 30% (duty cycle). La marcha en 
vacío implica un rendimiento exergético nulo, es decir pura pérdida de exergía. En la tabla Nº3 se 
resume la situación de los compresores en estos dos estados de carga 
 
Parámetro Línea de 0.8 MPa Línea de 4 MPa 
Potencia en carga 143 kW 430 kW 
Potencia en vacío 37 kW 126 kW 
Potencia promedio 122 339 
Rendimiento exergético a plena carga 62,70% 64% 
Rendimiento exergético promedio 58.36% 53.48% 
 
Tabla Nº3 – variación del rendimiento exergético en estado de carga / vacío 
 
Para evitar el deterioro exergético que implica la marcha en vacío, se propone: 
 
 
 Reemplazo del sistema actual de control (carga /descarga) por un sistema de velocidad variable 
con control maestro computarizado, que permita regular el flujo conforme a la demanda y evitar la 
marcha en vacío, ordenando la parada y arranque de los equipos. Con un sistema de control de 
velocidad variable puede ahorrarse según las experiencias implementadas, hasta un mínimo de 
20% de la energía requerida por el sistema, lo que significa un ahorro de 620 MWh anuales 
 En el aftercooler se podrá recuperar 54 kWh para calentar 900 kg/h agua de 20 a 70ºC para usos 
diversos en planta tales como limpieza de tanques, preparación de jarabe o simplemente para 
precalentar el agua de alimentación a calderas. Esto significa un ahorro de 392 MWh / año que 
contribuye a reducir el consumo de energía térmica 
 Otra alternativa es fraccionar el proceso de compresión en la línea de alta presión, instalando una 
etapa de compresión como booster de (0.1- 0.8 MPa) mediante compresores a tornillo y alimentar 
a un compresor que eleve la presión desde estos valores hasta los 4MPa. Con esta disposición, se 
reemplaza en la primera etapa de compresión el consumo específico de 8-9 kW /Nm3.min de un 
compresor a pistón, por otro de 5-6 kW /Nm3.min dada por el compresor a tornillo. De esta forma 
se obtiene una reducción del consumo de unos 100 Mwh anuales 
 Para evitar el arranque de los compresores debido a las fugas en el sistema durante los períodos 
no productivos, deberá instalarse a la salida de los tanques una válvula pilotada y temporizada por 
reloj que asegure la estanqueidad del mismo. Limitamos así la pérdida por fuga y se ahorran otros 
10 MWh anuales 
 Resumiendo, con una demanda de energía de 3100 Mwh anuales en los compresores, es posible 
ahorrar en estos ítems, unos 1100 Mwh anuales, lo que implica una reducción del 35% en los 
costos energéticos 
 
Otros sectores de pérdidas tales como el secado del aire, pueden ser optimizados. Los secadores 
de masa térmica dan una mejor performance energética que los secadores frigoríficos estándares. 
Cada mejora deberá valorizarse financieramente a los efectos de juzgar la conveniencia de la 
inversión, más aún en un contexto de precios en alza e importación de energía y combustibles 
como el que tiene lugar en el país 
El sistema analizado es típico en plantas embotelladoras de capacidad pequeña o mediana en las 
que las soluciones propuestas pueden tener lugar, ya que en las plantas de gran capacidad y de 
buen nivel de modernización, la planta de soplado opera solamente en alta presión y recupera 
parte del aire comprimido en baja presión (0.6 o 0.8 MPa) para las etapas posteriores, teniendo en 
estos casos un bajo consumo específico y una mejor eficiencia energética que las instalaciones 
citadas 
 
 
2. CONCLUSIONES 
 
Las plantas embotelladoras de bebidas carbonatadas son importantes consumidoras de energía 
eléctrica en sus instalaciones de soplado PET. Utilizando la evaluación energética estandarizada 
por la Norma ASME E4-4-2009 junto al análisis exergético, es posible identificar y valorar las 
pérdidas energéticas en los sistemas de aire comprimido y enfocar las acciones de mejora continua 
tendientes a reducirlas y optimizar la performance exergética de los mismos. En el caso analizado 
es posible reducir hasta un 35% el consumo de energía eléctrica mediante la aplicación de las 
herramientas citadas 
 
3. REFERENCIAS 
 
[1] ASME EA4-2010: Energy Assessment for Compressed Air Systems. Published by the American 
Society of Mechanical Engineers, NY- 2009 
[2] ISO 50001-2011: Energy Management Systems. Published by ISO 
[3] Improving Compressed Air System Performance. Published by the U.S. Department of Energy, 
2003. Website: www.eere.energy.gov/industry 
[4] Gangj Ahmad. Energy Conservation Opportunities in Carbonated Soft Drink Canning / Bottling 
Facilities. Houston, Texas, 2002. Disponible en: www.baseco.com 
[5] Ablin Amalie – Revista Alimentos Argentinos, Nº 58. http:// www.alimentosargentinos.gov.ar 
/contenido/revista/pdfs/58/bebidaoriginal.pdf 
[6] Scales W. et al – Best Practices for Compressed Air Systems. Second Edition, 2007 Published 
by Compressed Air Challenge, U.S. 
[7] Screw Compressors – Kovacevik & Stocik. Edit.Springer Verlag, 2007 
[8] Bloch Heinz – A Practical Guide to Compressors Technology. Edit by John Wiley Sons, 2006 
[9] Baehr H._Kabelac – Thermodynamik. Edit. Springer Verlag, 2006 
[10] Mayinger Franz – Thermodynamik. Edit. Springer Verlag, 2006 
[11] Bejan Adrian – Advanced Engineering Thermodynamics. Edit by John Wiley Sons, 2006 
[12] Andrianova T. et al – Problemas de Termodinámica Técnica. Editorial Mir Moscú, 1977 
[13] Carranza Alberto, et.al – Exergía del aire comprimido. Revista Scientia et Technica, Año 10, 
Nº25, 2004 – Colombia 
[14] Baehr.H – Ein exergie-entropie diagramm für luft. Revista Chemie-Ing.Tech.Nº33, 1961 / Nº5, 
página 335-338 
[15] 7th International Conference on Compressors and their Systems. City University London, 2011. 
Edit. Woodhead Publishing Limited. UK